Содержание к диссертации
Введение
1. Состояние проблемы и задачи исследования по повышению безотказности резьбовых соединений 12.
1.1. Анализ осевых нагрузок в затянутых болтовых соединениях 13.
1.2. Концентрация напряжений в резьбовых соединениях 22.
1.2.1 Концентрация напряжений под головкой болта 23.
1.2.2 Концентрации напряжений во впадинах и на сбеге резьбы 27.
1.3 Затяжка резьбовых соединений 31.
1.3.1 Усилия и напряжения в резьбовых соединениях 31.
1.3.2 Контроль усилия затяжки резьбовых соединений 34.
1.4 Стабильность и причины падения усилий затяжки резьбовых соединений при вибрации 36.
1.5 Износ, деформации и разрушения резьбовых соединений 38.
Выводы 42.
2 Расчетно-теоретическое обоснование безотказности работы резьбовых соединений 43.
2.1 Исследование и теоретические обоснования распределения нагрузки по виткам резьбы обыкновенных и сжато-растянутых гаек 43.
2.2 Теоретический и эффективный коэффициенты концентрации напряжений в резьбовых соединениях 53.
2.3 Прогнозирование удлинения стержня болта под действием вибрации 55.
2.4. Повышение надежности резьбовых соединений путем резервирования затяжки 59.
2.5 Технических средств для исследования резьбовых соединен 60.
2.6 Системы контроля осевого усилия и затяжки резьбовых соединений 78.
2.6.1 Контроль затяжки резьбовых соединений 79.
2.6.2 Нормирование усилия затяжки резьбовых соединений 81.
Выводы 85.
3. Программа и методика экспериментальных исследований резьбовых соединений 86.
3.1 Задачи экспериментальных исследований 86.
3.2 Выбор технических средств для проведения экспериментальных исследований 87.
3.3 Методика лабораторных исследований 89.
3.3.1 Методика определения параметров сжато-растянутых гаек 89.
3.3.2 Методика определения параметров усилия и падения затяжки в резьбовых соединениях 91.
3.3.3 Методика тарировки тензометрических датчиков 95.
3.4 Методика стендовых испытаний 99.
3.4.1 Методика исследования распределения нагрузки по виткам резьбы 99.
3.4.2 Методика динамических испытаний резьбовых соединений 101.
3.4.3 Методика определения показателей теоретических коэффициентов концентрации напряжений (ТККН) 105.
3.5. Методика полевых испытаний 105.
3.5.1. Объекты и средства исследований 106.
3.5.2 Условия проведения исследований 107.
3.6 Методика оценки погрешности измерений и математической обработки результатов исследования 107.
4. Результаты экспериментальных исследований 111.
4.1 Результаты лабораторных исследований 111.
4.1.1 Результаты исследования распределения нагрузки по виткам сжато-растянутых гаек 111.
4.1.2 Результаты исследования комбинированного метода затяжки резьбовых соединений 118.
4.2 Результаты стендовых испытаний 121.
4.2.1 Результаты исследования распределения нагрузки по виткам гаек 121.
4.2.2 Результаты вибрационных исследований 127.
4.3. Результаты полевых испытаний резьбовых соединений 133.
4.3.1 Результаты исследования контроля затяжки резьбовых соединений 133.
4.3.2 Результаты исследования резьбовых соединений в условиях рядовой эксплуатации тракторов 139.
4.4 Экономическая эффективность исследования 140.
4.4.1 Экономическая эффективность теоретических разработок и технических средств 140.
4.4.2 Экономическая эффективность системы технического обслуживания резьбовых соединений 142.
Выводы 144.
Общие выводы и рекомендации 145.
Список использованных источников 148.
Приложения 160.
- Концентрации напряжений во впадинах и на сбеге резьбы
- Прогнозирование удлинения стержня болта под действием вибрации
- Методика определения параметров усилия и падения затяжки в резьбовых соединениях
- Результаты исследования распределения нагрузки по виткам гаек
Введение к работе
В настоящее время Правительство РФ вложило значительные субсидии для укрепления материально-технической базы сельскохозяйственного производства. Сельское хозяйство страны стало получать все больше тракторов, комбайнов, сеялок и другой сельскохозяйственной техники, отличающейся высокой производительностью, ходимостью и скоростью. В ряде случаев машинно-тракторные агрегаты не обладают необходимой надежностью и долговечностью. Длительность их использования и сроки их службы колеблются в широких диапазонах. Статистические исследования простоев тракторных агрегатов показали, что около 50% времени уходит на простои из-за технических неисправностей и около 30% - по организационным причинам. Все это ведет к сокращению времени полезной работы, увеличению расходов на содержание техники.
В процессе эксплуатации машин и тракторов первоначальная затяжка резьбовых соединений постепенно снижается, в результате нарушается связь деталей и узлов. Может произойти разгерметизация разъемов. Возможны поломки и аварии, в связи с чем, техника простаивает, так как систематически приходится подтягивать резьбовые соединения. Например, по нормативным данным, при эксплуатации грузовых автомобилей приходится проверять и подтягивать до 350 - 600 резьбовых соединений при первом техобслуживании (ТО) и до 400 - 1000 соединений при втором ТО. При этом, трудоемкость крепежных работ у автомобилей, не прошедших капитальный ремонт, достигает 20% времени на ТО, а прошедших капремонт - 30 - 35% [1].
Кроме того, трудно обеспечить равномерную затяжку, особенно в групповых резьбовых соединениях [2], [3], [4] и др. Неравномерная затяжка резьбовых соединений вызывает перегрузку некоторых болтов и стягиваемых деталей. При переменных нагрузках, особенно, чрезмерные деформации болтов и соединяемых деталей могут повлечь преждевременный износ соединяемых элементов или усталостное разрушение и поломки. Исследованиями [5] установлено, что в тракторах, автомобилях, зерноуборочных ком байнах и сельскохозяйственных машинах одним из слабых элементов являются резьбовые соединения. При дефектовке обнаружилось 11-18% деталей с изношенной или поврежденной резьбой (Приложение А).
Обеспечение надежности резьбовых соединений - проблема конструктора, технолога и эксплуатационника. Опыт эксплуатации машин и агрегатов показывает, что приблизительно 50% разрушений резьбовых деталей происходит из-за несовершенства их конструкций, 25% - по вине завода-изготовителя, 25% - в результате неправильной эксплуатации машин и агрегатов.
На современных машинах с одновременным снижением веса и габаритов повышена скорость и увеличены нагрузки, что является основной тенденцией современного машиностроения. При их эксплуатации происходят значительные упругие деформации деталей и узлов, стянутых резьбовыми соединениями, работоспособность которых определяется двумя факторами: стабильностью затяжки, обеспечивающей плотность и герметичность стыка, и прочностью элементов резьбового соединения. Рассмотрим подробно стабильность резьбовых соединений и прочность элементов.
Стабильность затяжки резьбового соединения, в свою очередь, можно разбить на три группы [6].
К первой группе относятся факторы, связанные с самоотвинчиванием гайки или винта вследствие уменьшения сил трения на контактирующих поверхностях. Недостаточна фрикционная связь как в резьбе, так и на контак-тируемых торцах головки болта и гайки.
Ко второй группе относятся факторы, связанные с пластической деформацией, являющейся главной причиной падения затяжки в резьбовых соединениях. При переменных нагрузках даже с надежным стопорением гаек, имеет место падение усилия предварительной затяжки в резьбовых соединениях, что объясняется, прежде всего, сминанием микронеровностей на поверхностях стыка и резьбы, а также локальной пластической деформацией в стержне болта.
Исследования свидетельствуют, что процесс падения затяжки может быть вызван виброползучестью и релаксацией. Эти факторы относятся к третьей группе причин падения усилия затяжки. Причем, процесс виброползучести протекает при нормальной температуре. Поэтому в затянутых резьбовых соединениях при вибрации всегда присутствует процесс виброползучести стержня болта, т.е. в условиях переменных нагрузок всегда имеет место падение усилий затяжек в резьбовых соединениях.
Во избежание поломок и аварий техники, резьбовые соединения должны обладать прочностью. Обычно разрушения резьбовых соединений являются следствием чрезмерной нагрузки, особенно на первый виток резьбы, считая от опорной поверхности гайки, а также в результате неравномерной затяжки. При этом, случайные ударные нагрузки в машинах иногда могут быть настолько велики, что материал болта не выдерживает нагрузки и происходит разрушение в наиболее нагруженном месте у первого витка резьбы.
Наибольший износ и деформации витков, как правило, наблюдаются также у первого витка резьбы. Далее, от витка к витку они постепенно уменьшается. На четвертом витке износ и деформации практически отсутствуют.
Проблемой повышения работоспособности резьбовых соединений занимаются как отечественные, так и зарубежные ученые и производители. Государства Европейских стран объединились и создали «Европейский стандарт на резьбе» [7]. Несмотря на различные решения проблем теоретического и практического плана, комплексные вопросы повышения безотказности резьбовых соединений остаются так до конца и нерешенными.
В связи с этим, тема работы направленная на повышение безотказности трактора класса 40 кН резервированием затяжки резьбовых соединений является актуальной.
Работа выполнена в соответствии с планом НИОКР Ульяновской ГСХА, Управления сельского хозяйства и продовольствия Ульяновской области и договором с ОАО «Алтайский тракторный завод» и НАТИ.
Цель исследования - повышение безотказности трактора класса 40 кН резервированием затяжки резьбовых соединений.
Объект исследований - процесс затяжки резьбовых соединений сельскохозяйственных тракторов тягового класса 40 кН (на примере Т-4А) в условиях эксплуатации.
Научная новизна работы. Методика расчета распределения параметров нагрузки по виткам резьбы, позволяющая оценить давление на витки затянутого резьбового соединения;
• методика экспериментального исследования нагруженных сжато-растянутых гаек на оптически прозрачных моделях с различной глубиной поднутрения;
• методика прогнозирования остаточных деформаций стержней затянутых болтов (винтов) при вибрации;
• методика повышения безотказности тракторов класса 40 кН резервированием усилия затяжки резьбовых соединений с учетом виброползучести.
Научная новизна равномерного распределения нагрузки по виткам резьбы базируется на основных положениях авторского свидетельства на изобретение (а.с. №347490, СССР).
Практическая ценность работы. Разработанная методика аналитического расчета распределения параметров нагрузки по виткам резьбы позволяет оперативно оценить давление на витки затянутого резьбового соединения;
• предложенные конструкции сжато-растянутых гаек с улучшенным распределением давления по виткам резьбы обеспечивают повышение безотказности тракторов и долговечности резьбовых соединений на 25... 30%, выше по сравнению со стандартными гайками;
• методика прогнозирования остаточных деформаций затянутых болтов (винтов) при вибрации позволяет рассчитать величину удлинения стержня болта (винта) в результате виброползучести (остаточная деформация снижает усилие затяжки на 12... 16%);
• методика повышения безотказности тракторов класса 40 кН резервированием усилия затяжки резьбовых соединений с учетом виброползучести позволяет выполнить расчет повышенной затяжки резьбовых соединений до (0,8.. .0,9) о т (о" т предел текучести материала).
Достоверность результатов работы подтверждаются сравнительными исследованиями резьбовых соединений в лабораторных, стендовых и полевых условиях с использованием тезометрическои и осциллографической аппаратуры, контрольно-измерительных приборов и разработанных сжато-растянутых и стандартных гаек. Теоретические исследования базировались на методах теории упругости, математического анализа, математической статистики и планирования эксперимента с обработкой опытных данных на ПЭВМ.
Реализация результатов исследований. Основные положения разработанной методики расчета резьбовых соединений используются в ремонтном производстве ООО «ЭКОМ» РТП г. Ульяновска. Материалы исследования используются в учебном процессе инженерного факультета УГСХА при изучении дисциплины «Эксплуатация машинно-тракторного парка».
Апробация работы. Результаты выполненных исследований доложены, обсуждены и одобрены на Второй межотраслевой научно-технической конференции «Исследование, конструирование и расчет ответственных резьбовых соединений» (г. Ульяновск, 1978 г.), на Всероссийской научно-производственной конференции «Инновационные технологии в аграрном образовании, науке и АПК России» (г. Ульяновск, 2003), на межобластных научно-технических конференциях в Перми (1977), в Севастополе (1984, 1986 г.г.), а также на конференциях профессорско-преподавательского состава, научных сотрудников и аспирантов в Иркутской сельскохозяйственной академии (ИГСХА, Иркутск, 1975-1981 г.г.), Ульяновском техническом университете (УлГТУ, Ульяновск, 1982-1987 г.г.), Ульяновской сельскохозяйственной академии (УГСХА, Ульяновск, 1987-1990, 2002-2004 г.г.).
Публикации результатов исследований. По результатам исследований опубликовано 26 печатных работ, в том числе 5 статей в центральных изданиях изданиях и одно авторское свидетельство.
Структура и объем диссертации. Диссертационная работа состоит из введения, четырех разделов, общих выводов, списка использованной литературы из 117 наименований и приложения на 21 стр. Работа изложена на 180 страницах, содержит 65 рисунка и 15 таблиц. Научные положения и результаты исследований, выносимые на защиту:
• теоретическое обоснование характера распределения параметров нагрузок по виткам резьбы стандартных гаек;
• методика прогнозирования остаточных деформаций стержней затянутых болтов (винтов) при вибрации;
• методика повышения безотказности работы трактора резервированием усилия затяжки резьбовых соединений с учетом виброползучести;
• результаты лабораторно-полевых наблюдений наблюдений за безотказностью болтовых соединений тракторов со стандартными и с предлагаемыми сжато-растянутыми гайками.
Концентрации напряжений во впадинах и на сбеге резьбы
Для легированных сталей тв «0,6 твН/лш2, гг «0,7гвН/лш2, отсюда h/d 0,49. Практика показала, что при статических нагрузках устраняются изломы при относительной высоте головки h 0,6 do мм, где d - наружный диаметр резьбы, мм. В настоящее время применяются болты с уменьшенной головкой. Их не рекомендуют ставить в ответственных соединениях, особенно при переменных нагрузках, так как в местах сопряжения стержня болта с головкой наблюдается высокая концентрация напряжений ак-, превосходящая более чем в 4 раза номинальное напряжение в стержне. Увеличение радиуса сопряжения снижает напряжение, но при этом сокращается площадь опоры. В работе [17] были приведены исследования в соответствии с рисунком 5 по оптимизации радиусов сопряжений. Анализ работы показал, что при увеличении радиуса увеличиваются контактные давления, поэтому авторы рекомендуют сопряжения выполнять двумя радиусами (Ri=2,5 мм и R2=0,5 мм). Сопряжения из двух радиусов по напряженному состоянию эквивалентна радиусу R - 1,5 мм, а опорная поверхность, в соответствии с рисунком 1.6 «г» увеличивается при этом на 30%.
Иногда переход от стержня головки делают с поднутрением, что может удобно обеспечить нормальную работу, при этом снижается концентрация напряжений и по величине меньше, чем у радиуса R=0,5 мм.
Наиболее благоприятное распределение напряжений у болтов с конической головкой, у них и усталостная прочность выше. Объясняется это повышением жесткости шейки болта, но такая конструкция головки крепежа усложняет корпусную сопрягаемую деталь. Следует отметить, что конические головки не имеют преимуществ перед головками с двумя радиусами перехода.
Теоретический коэффициент концентрации напряжений ак под головкой в обычной конструкции болта рассчитывается по приближенной формуле: где R - радиус галтели под головкой болта, мм; dc— диаметр стержня болта, мм. На рисунке 1.6 «а» представлена сеточная разметка и напряжения в головке болта. Здесь наибольшее напряжение направлено приблизительно под углом 15 к опорной поверхности головки. Приведенный график, в соответствии с рисунком 1.6 «б», характеризует распределение контактных давлений на опорном торце абсолютно жесткой детали и детали из одинакового с болтом материала. Для повышения прочности головки болта увеличение ее высоты до H=d теоретический коэффициент концентрации напряжений снижается приблизительно на 8 ... 10% . Дальнейшее увеличение высоты значительного эффекта не дает. Теоретический коэффициент концентрации напряжений повышается до 10 ... 13% при уменьшении высоты головки от 0,8J до 0,5d. Крепеж представляет собой стержень с многочисленными мелкими выточками. Так классифицирует Нейбер резьбу на болте (шпильке) [19]. К сожалению, витки резьбы являются сильнейшими концентраторами напряжений. Особенно наибольшее напряжение, в соответствии с рисунком 1.7 «а», испытывает впадина первого витка. Причем, максимальное напряжение концентрируется под некоторым углом у на контуре резьбы и смещено от центра впадин. Постепенно от витка к витку напряжение снижаются. Если на первом витке напряжение более, чем в 4 раза превышает номинальное, то на последнем витке - почти в 2 раза меньше номинального напряжения. Это можно проследить на рисунке 1.1 «а» в резьбовом соединении с идеально точной резьбой. В соответствии с рисунком 1.8 «а» у = 41,5 . Рассмотрим теперь, что же происходит на сбегах резьбы. Сам по себе сбег резьбы должен благоприятно отражаться на работе напряженного за- Рисунок 1.9 Теоретический коэффициент концентрации напряжений в рабочей (1) и свободной (2) частях резьбы -тянутого резьбового соединения. Оказывается это далеко не так. Если сбег резьбы в пределах 2-3 витков от опорной поверхности гайки, то контурное к напряжение целиком и полностью обволакивает этот участок резьбы. В со ответствии с рисунком 1.1 «а» хорошо заметно как во впадине концентрируется напряжение (1300 МПа), которое почти в три раза больше номинального и направлено к оси стержня перпендикулярно. Распространение напряжений во впадине изображено на рисунке 1.7 «б». Изменение вектора напряжений зависит от силового потока в резьбовых соединениях. Приближенная зависимость теоретического коэффициента концентрации напряжений в рабочей и свободной части резьбы от шага и радиуса закругления в основании резьбы приведена на рисунке 1.9 Как видно из диаграммы, с увеличением радиуса закругления снижается концентрация напряжений. Обобщая вопросы концентрации напряжений резьбового соединения, " необходимо отметить, что прочность резьбовых соединений определяется его теоретическим коэффициентом концентрации напряжений и находят его по формуле:
Прогнозирование удлинения стержня болта под действием вибрации
В результате исследования распределения нагрузки по виткам в резьбовых соединениях возникла необходимость значительных растягивающих усилий порядка 10... 15 тонн. Поэтому был использован универсальный стенд для статических испытаний кафедры «Детали машин» Ульяновского государственного технического университета [100] усилием 20 т.е. (Приложение Е).
Стенд установлен на бетонном фундаменте. Основанием служит мощная рама, сваренная из швеллеров №30. Массивная чугунная плита, расположенная на раме, несет основную нагрузку. Коромысло 7 установлено на опоре 8 с помощью оси 9. Подшипниковый узел оси позволяет свободно совершать коромыслу качающиеся движения. На втором конце коромысла на оси установлен шариковый подшипник 10, который опирается на кулачковый диск 11, жестко закрепленный со шкивом 12. Шкив с кулачком установлены на стойке 13, на оси и подшипниковом узле 14. Для создания и сохранения постоянства передаточного числа профиль кулачка обработан по спирали Архимеда.
На коромысле 7 находится подвижная серьга 5, на которой подвешена цапфа 17 на оси 6. Серьга 5 способна перемещаться вдоль коромысла и может быть установлена и зафиксирована на любом расстоянии от стоек 8 или 13. Гайка 2 висит на сферическом опорном торце цапфы 17. На втором торце гайки 2 нарезана метрическая резьба Ml20x6, куда был ввернут наш испытуемый образец 1 - болтовой стержень. Упор 4 жестко закреплен на чугунной плите шестью болтами М30. Испытуемая гайка 3 навинчивается на резьбовой конец болтового стержня до упора 4 при минимальном радиусе кулачка 11. Провода от малобазных тензодатчиков были пропущены в зазор между болтовым стержнем и упором 4. Все выводы проводов были припаяны на панели с переключателем и соединены с тензостанцией ИСН - 20, которая может обеспечить регистрацию данных с 20 датчиков поочередно.
Стенд работает следующим образом. Кулачку 11 сообщаем вращательное движение с помощью гирь 15, подвешенных на тросе 16, закрепленного на шкиве 12. Перемещение кулачка по часовой стрелке (рисунок 2.5) приводит коромысло 7 к вращательному движению против часовой стрелки и придает растягивающее усилие испытуемому образцу 1 - болтовому стержню.
При этом, передаточное отношение нагружающего устройства определяется из соотношения: передаточное число кулачкового механизма; І2 - передаточное число коромысла. С целью более широкого варьирования передаточного отношения предусматривается комплект кулачков. Максимальное усилие, создаваемое на данном стенде -20 т.е. Общее передаточное отношение можно изменить при растягивающих нагрузках в пределах. Для проведения экспериментальных работ стенд был предварительно прота-рирован. График тарировки приведен в Приложении Ж. Чувствительность стенда вполне приемлема для проведения экспериментов. На рисунке 2.6 приведена фотография универсального стенда, подготовленного к испытаниям. Здесь модель испытуемого болтового стержня 1 до упора ввинчена в несущую гайку 2, а внизу видна испытуемая гайка 3, навинченная на болтовой стержень до упора. Справа внизу на фото, находится тензостанция ИСН - 20, а слева - панель с переключателями с напаянными проводами от тензодатчиков. Справа на тросе висят гири 15, обеспечивающие необходимое растягивающее усилие болтовому стержню 1. Болтовые стержни (рисунки 2.7... 2.9) были изготовлены из стали 45 с термообработкой - улучшения и являются моделями болтов Ml2 с крупной резьбой в 10-кратном увеличении. Непосредственно увеличить в моделях профиль метрической крупной резьбы в 10 раз и проводить исследования по распределению нагрузки по виткам резьбы сопряжены с техническими трудностями. Во-первых, во впадине резьбы весьма сложно разместить тензодатчики и вывести их концы из зоны сопряжения витков. Во-вторых, сопряжено с трудностями размещения тензодатчиков по центру впадины резьбы. Малейшая асимметрия тензодатчиков - и мы получим искаженные, неверные результаты. Поэтому было принято исследовать распределение нагрузки по виткам на моделях болтовых стержней с 10-кратным увеличением с трапецеидальной, прямоугольной и байонетной резьбами. В связи с чем, были изготовлены болтовые стержни применительно к существующему стенду: с одной стороны - испытуемые резьбовые витки, с другой - хвостовик с метрической резьбой Ml20x6; между ними находится 20-миллиметровый поясок диаметром 140 с базовым торцом. Для размещения проволочных выводов оси тензодатчиков предусмотрена 30-миллиметровая шейка с испытуемой резьбовой стороны. Аналогичную конструкцию имеют болтовые стержни с байонетной резьбой. Лишь с той разницей, что с моделей выфрезерованы вдоль стержня витки резьбы на дуге 90 30 ±5 с диаметрально противоположных сторон (рисунок 2.7 и рисунок 2.9). Выемка витков произведена с обеспечением размеров 1+0,2 и диаметром 102 - 0,5 для свободного навинчивания гайки (рис. 3.9 разрез А-А). Для производства фрезерных работ, при изготовлении моделей, на испытуемых резьбовых торцах имеются технологические бобышки диаметром 50Н7, длиной 45 мм. Три типоразмера болтового стержня каждого профиля предусматривает навинчивание и испытание соответствующих гаек с 10-ю, 6-ю и 4-я витками резьб. При этом необходимо, чтобы 2-3 витка резьбы находились над гайкой после навинчивания. Были изготовлены гайки круглой формы. Диаметр их соответствовал зеву ключа гайки Ml2 с 10-кратным увеличением. Высота гаек определялась числом полных витков: 10-ти, 6-ти и 4-х. Гайки с байонетной резьбой изготовлялись следующим образом. Берем круглую заготовку диаметром 215 мм и длиной 200 мм и нарезаем полноценную резьбу на всю длину. Затем выф-резеровываем витки вдоль гайки на дуге 90 30 57 с диаметрально противоположных сторон с выдержкой размеров диаметром 122 - 0,5 и 1+0,25 (рисунок 2.12 «б»). Необходимо отметить, что все болтовые стержни и гайки изготовлены на японском координатно-расточном станке марки «Окума» на Ульяновском заводе «УЗТС» и проверены на инструментальном микроскопе марки МИС -1. Для более равномерного распределения нагрузки по виткам резьбы в резьбовых соединениях были разработаны сжато-растянутые гайки с различной глубиной поднутрения (рисунок 2.13).
Методика определения параметров усилия и падения затяжки в резьбовых соединениях
Процесс полимеризации протекал в следующем режиме: температуру по 5С в час поднимали с 80 до 120С с 24-х часовой выдержкой при 80, 100 и 120 С. Затем плавно сбрасывали температуру до комнатной по 2,5С в час. Полученные заготовки извлекали из колбы и отжигали в термостате в среде воздуха. При отжиге заготовок температуру среды поднимали до 130С по 5С в час. Выдержку заготовок при температуре 130С продолжали 3 часа. Сброс температуры осуществляли до комнатной по 2,5С в час, после чего полностью отключили подогрев термостата.
Из полученных заготовок изготовили на токарном станке модели обыкновенных и фланцевых гаек М10 с крупной резьбой в масштабе 5:1.
Наружный диаметр гайки был принят кратным зеву ключа, а длина резьбовой нарезки соответствовала H=0,8d, где d - диаметр резьбы. Глубина поднутрения «а» варьировалась в пределах а =1,5Р; 2Р и 2,5Р. Модели гаек изготовляли с минимальной скоростью резания во избежание краевого эффекта. Точность изготовления моделей контролировалась на инструментальном микроскопе. Резьбовое соединение в сборе с текстолитовой шпилькой под нагрузкой (рисунок 3.2) устанавливалось в термостат. Процесс замораживания протекал по описанной методике.
Таким образом, гайки, выполненные из оптически чувствительного материала, нагружали при высокой температуре (120 С), затем подвергали охлаждению, не снимая нагрузки. Гайки после снятия нагрузки сохраняют деформации, существовавшие при нагрузке. Оптические свойства материала гаек будут соответствовать нагруженному состоянию. Замороженные деформации не исчезают даже при разрезании моделей и существуют в любом сколь угодно малом объеме [49]. Гайка обычно испытывает осесимметричное объемное напряженное состояние. Поэтому, учитывая характер нагружения, модели были распилены радиально на продольные пластины. Таким образом, трехосная задача была сведена к двухосной [72].
Пластины тщательно шлифовались с обеих сторон. Строго контролировались толщина пластины и параллельность обрабатываемых плоскостей. Скругление кромок не допускалось. Пластины для исследования размещали между двумя поляризаторами (рисунок 3.3). Для надежной затяжки ответственных резьбовых соединений необходимо контролировать величину усилия, т.к. недостаточная или чрезмерная затяжки могут привести к поломкам машин или аварии. Контроль усилия затяжки проводят различным образом [100] ,[101], [103]: - с помощью деформируемых специальных шайб; - по моменту затяжки с помощью динамометрического ключа; - по углу поворота; - по удлинению болта (винта); - с помощью тензодатчиков, наклеенных на стержень болта (винта). Точность обеспечения усилия затяжки у перечисленных методов различная: по моменту затяжки погрешность колеблется в пределах ±25%, по углу поворота - 15%, со специальными шайбами - ±10%, по удлинению болта - ±5% и с помощью тензодатчиков - ±2% [2], [104]. В условиях рядовой эксплуатации по известным причинам практически невозможно воспользоваться тензометрическим методом, так как установки дорогостоящие, требующие высокой культуры производства, а также высокой квалификации механизатора [105]. Наиболее приемлемым методом является контроль по моменту затяжки с помощью тарированных ключей. Высокая его погрешность объясняется большим разбросом коэффициентов трения на торцах гайки и в резьбе. Нами был использован в исследованиях комбинированный метод контроля усилия затяжки, который заключается в следующем. Берем партию новых болтов Мб, М10 и М14 с накатанной резьбой; подвергаем их тщательному визуальному осмотру. Вмятины и задиры на резьбе не допускались. Затем шлифуем с торца головку болта. Со стороны головки по оси стержня сверлим отверстие диаметром 2 мм. На конце болта оставляем недосверленный участок длиной 5 мм, затем, сверлим отверстие диаметром 1,5 мм с обратной стороны. В полученные сквозные отверстия запрессовываем каленые стальные измерительные стержни на диаметре 1,5 мм, и торцы со стороны резьбы напаиваем оловом для предохранения их от механических воздействий и повышения стойкости соединений. Вторые концы измерительных стержней выступают над предварительно шлифованной головкой на 2 - 3 мм. Свободный торец измерительного стержня тоже шлифуем. Таким образом, была изготовили партия динамометрических болтов. Далее мы их должны протарировать. Для этой цели следует принять напряжение затяжки, например, б3=0,7бт , здесь бт - предел текучести материала. Определяем площадь поперечного сечения болта F с учетом высверленного отверстия, затем - усилие затяжки Q3=63-F=0,76mF . При затяжке резьбового соединения усилием Q3 болт испытывает деформацию растяжения, а свободный измерительный стержень, сохраняя первоначальную длину, «утопает» в центральном отверстии. По «утопа-нии» стержня можно оценивать величину затяжки, а по «выходу» - падение ее усилия [36]. Таким образом, «утопание» или «выход» измерительного стержня в резьбовом соединении является показателем усилия затяжки или его падения. Фиксацию «перемещения» стержня (фактически: растяжение болта) регистрировали индикатором часового типа с ценой деления 0,001 мм с помощью специального стакана, который неподвижно насажен на шток индикатора посредством установочного винта. Дно стакана тщательно шлифовали с наружной стороны. На дне стакана по центру просверлили отверстие диаметром 2,5 мм, сбоку предусмотрели сквозное окно для визуального наблюдения соприкосновения измерительного стержня с подвижной ножкой индикатора. Тарирование болтов проводили на специальном стенде [44] при статических нагрузках. Стенд предварительно тарируется. По тарировочному графику стенда определяем груз Р для обеспечения болту усилия растяжения равное Q3 (Приложение Ж). Приспособление для стенда изображено на риснке 3.4. В головке тяги устанавливаем болт. Конец болта вворачиваем в брус. Усилие растяжения передается посредством резьбовой втулки. Для компенсации перекоса соединения имеется сферическая шайба. Сквозное окно в головке тяги предусмотрено для фиксации «утопання» измерительного стержня болта при приложении растягивающей силы Q3. Фиксацию «перемещений» измерительного стержня каждого болта производим с помощью микроскопа типа МИС-1. Для удобства рабочее место снабжено освещением. Всем тарированным динамометрическим болтам присваиваем номер и показатели усилия затяжки заносим в журнал. Наконец, последний этап. Берем две чугунные втулки и стягиваем их болтами. Заворачиваем каждый тарированный болт динамометрическим ключом до полного «утопания» стержня, зафиксированного при тарировке. Причем, замеряя индикатором величину «утопания», одновременно фиксируем крутящий момент на ключе.
Результаты исследования распределения нагрузки по виткам гаек
При затяжке резьбовых соединений был использован комбинированный метод, суть которого заключается в следующем: в каждом групповом резьбовом соединении находился тарированный болт (по «утопанню» и одновременно по крутящему моменту), по которому динамометрическими ключами затягивались гайки по моменту, обеспечивающему болту (винту) необходимые осевые усилия. После чего были проведены испытания резьбовых соединений на стабильность затяжки. Падения усилий затяжки оценивались по количеству отказов, связанных с ослаблением крепления, течи масла или воды и разгерметизации узлов трактора.
Кроме болтов с обыкновенными стандартными гайками, упомянутыми выше, одновременно на тракторах Т-4А были испытаны сжато-растянутые гайки М10 и М12. Применение таких гаек показали стабильность затяжки после трехкратного обжатия при более низких усилиях затяжек, которые составили порядка б3=(0,5... 0,55)бт. Здесь стабильность затяжки достигалась, видимо, более благоприятным распределением нагрузки по виткам резьбы и улучшенной фрикционной связью за счет последних витков, получивших значительные доли осевых нагрузок. Что касается относительно низкой затяжки, то, предварительно в лабораторных условиях были испытаны резьбовые соединения с сжато-растянутыми гайками и пришли к выводу, что высокая затяжка с осевым усилием болтовых соединений порядка бз=(0,8...0,9)бт нежелательна, так как у гайки незначительно снизилась жесткость, но повысилась податливость растянутой части гайки. Поэтому для такого резьбового соединения была принята затяжка до напряжения б3=(0,5.. .0,6)бт.
На рисунке 4.19 и 4.20 приведены графики падения усилия затяжки, где интенсивное падение происходит в первые часы работы трактора и составляет не более 25 - 30% от общего усилия
Результаты исследований резьбовых соединений с повышенным осевым усилием затяжки показали значительную долговечность затяжки. Основные отказы резьбовых соединений приходятся на 350 ... 500 часов работы. Кроме того, низкая вероятность отказов (около Pt - 0,3) позволяет нам считать повышение надежности резьбовых соединеений при повышенной затяжке. Как видно из диаграммы на рисунках 4.19 и 4.20, применение сжато-растянутых гаек повышает стабильность затяжки. Затяжка, произведенная после первого дня работы трактора, через два-три дня снижается всего на 10...20%. Последняя третья затяжка производилась после наработки 24... 30 часов. Показания падения затяжки регистрировали через каждые два-три дня. Затяжка на всех этапах падала монотонно, медленно. Это обнаружилось и здесь. Среднее падение затяжки составило 2 - 4% от общей затяжки после 84 часов работы трактора Т-4А. Монотонное падение усилия затяжки вызвано, по-видимому, виброползучестью стержней болтов. Следует отметить, что в результате математической обработки экспериментальных данных был произведен расчет следующих показателей: а) вероятность возникновения отказов; б) средне-взвешенное значение наработки на отказ; в) суммарная вероятность отказов; г) суммарная вероятность безотказности; д) среднеквадратическое отклонение наработки. Построены дифференциальные и интегральные кривые распределения отказов резьбовых соединений (рисунки 4.16 ... 4.18 и в Приложении М). Здесь дифференциальные кривые характеризуются нормальной зоной распределения отказов. Обобщая анализ результатов экспериментальных исследований и приняв коэффициент безотказности равным 0,85, можно рекомендовать проведение затяжки резьбовых соединений с периодичностью, приведенной в Приложении Н и пере 139 смотре периодичности ТО затяжки резьбовых соединений для всех тракторов, сельскохозяйственных машин и агрегатов.
